Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án kỹ thuật tập trung vào nhiệm vụ tính toán, thiết kế hệ thống cơ khí: Trạm dẫn động băng tải (Đề số III), thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Hữu Chí (thời gian giao đề: 19/08/2019, nộp bài: 30/11/2019). Trong các dây chuyền sản xuất và vận chuyển liên tục, băng tải đóng vai trò thiết bị vận chuyển vật liệu rời hoặc đơn chiếc. Yêu cầu đặt ra là phải thiết kế một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh, truyền công suất từ động cơ điện đến trục tang của băng tải thông qua hộp giảm tốc hai cấp và bộ truyền ngoài, đảm bảo yêu cầu về độ bền, độ cứng vững, tuổi thọ làm việc và tính kinh tế.
Nhiệm vụ và thông số kỹ thuật được xác định theo phương án thiết kế cụ thể trong tài liệu:
- Lực vòng trên băng tải ($P$): $460\text{ kG}$ (tương đương $4512,6\text{ N}$).
- Vận tốc băng tải ($v$): $1,3\text{ m/s}$.
- Đường kính tang dẫn ($D$): $400\text{ mm}$.
- Chiều rộng băng tải ($B$): $450\text{ mm}$.
- Thời hạn phục vụ ($t$): 5 năm.
- Chiều cao tâm băng: $400\text{ mm}$.
- Sai số vận tốc cho phép ($\Delta v$): $\pm 5%$.
- Chế độ làm việc: Mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 4 giờ ($8\text{ giờ/ngày}$), mỗi năm làm việc 250 ngày; tổng thời gian làm việc danh nghĩa là $10.000\text{ giờ}$. Hệ thống chịu tải trọng va đập nhẹ, quay một chiều.
- Chế độ phụ tải thay đổi bậc:
- Giai đoạn 1: Chiếm $4\text{ giờ}$ với mô men cực đại $M_1 = M_{\max}$.
- Giai đoạn 2: Chiếm $2\text{ giờ}$ với mô men $M_2 = 0,6 M_{\max}$.
- Giai đoạn 3: Chiếm $2\text{ giờ}$ với mô men $M_3 = 0,4 M_{\max}$.
Đối tượng nghiên cứu là trạm dẫn động cơ khí bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai dẹt/thang ngoài hộp, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp (cấp nhanh bánh răng nghiêng phân đôi, cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng), khớp nối trục đàn hồi và hệ thống trục - ổ lăn - then. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán động học, động lực học, thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu độ bền cơ học và kết cấu vỏ hộp.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Thiết kế dựa trên hệ thống lý thuyết tính toán chi tiết máy và hệ dẫn động cơ khí truyền thống, chủ yếu áp dụng tài liệu Giáo trình Cơ sở thiết kế máy (PGS. TS. Nguyễn Hữu Lộc) cùng các tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam (như TCVN 1065-71 về thông số biên dạng răng):
- Lý thuyết tính toán động học và chọn động cơ: Xác định công suất tương đương theo biểu đồ phụ tải nhiều bậc, tính toán hiệu suất chung của hệ thống, chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc tiêu chuẩn và phân phối tỉ số truyền cho từng cấp.
- Lý thuyết độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng: Đánh giá ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ nhằm chống tróc rỗ bề mặt làm việc và ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$ nhằm chống gãy chân răng theo số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở ($N_{HO}, N_{FO}$) và số chu kỳ tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$).
- Lý thuyết tính toán độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục: Xác định sơ bộ đường kính trục theo mô men xoắn, giải bài toán tĩnh học xác định phản lực liên kết tại các ổ đỡ trên hai mặt phẳng đứng ($YOZ$) và ngang ($XOZ$), tính mô men uốn tổng, mô men tương đương và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s \ge [s]$).
- Lý thuyết chọn và kiểm nghiệm then, ổ lăn: Kiểm tra then phẳng theo độ bền dập và độ bền cắt; lựa chọn ổ lăn dựa trên khả năng tải động ($C_{dd}$) và tuổi thọ danh định triệu vòng quay.
- Phương pháp thực hiện: Tính toán giải tích giải mã theo công thức tiêu chuẩn, tra cứu bảng thông số thực nghiệm cơ khí, kết hợp tối ưu hóa hình học ăn khớp.
Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động
Hệ thống dẫn động được tổ chức theo cấu trúc truyền động thẳng hàng từ động cơ qua bộ truyền ngoài đến hộp giảm tốc phân đôi và nối với trục máy công tác bằng khớp nối đàn hồi.
| Thành phần hệ thống | Giải pháp công nghệ / Kết cấu lựa chọn | Thông số kỹ thuật chủ yếu |
|---|---|---|
| Động cơ điện | Động cơ không đồng bộ 3 pha K132M2 | $P = 5,5\text{ kW}$, $n = 2900\text{ vg/ph}$, $\cos\varphi = 0,93$, $\eta = 85%$ |
| Bộ truyền ngoài | Bộ truyền đai | $d_1 = 140\text{ mm}$, $d_2 = 560\text{ mm}$, $l = 2240\text{ mm}$, $a = 528,8\text{ mm}$, số đai $z = 2$ |
| Cấp nhanh hộp giảm tốc | Bánh răng trụ răng nghiêng (sơ đồ phân đôi) | $a_w = 140\text{ mm}$, $m = 2,5\text{ mm}$, $z_1 = 18$, $z_2 = 73$, $\beta = 35,65^\circ$, $b_w = 42\text{ mm}$ |
| Cấp chậm hộp giảm tốc | Bánh răng trụ răng thẳng | $a_w = 183,75\text{ mm}$, $m = 2,5\text{ mm}$, $z_1 = 37$, $z_2 = 110$, $\beta = 0^\circ$, $b_w = 72\text{ mm}$ |
| Vật liệu bánh răng | Thép 45 tôi cải thiện | Bánh nhỏ: $241 \le \text{HB} \le 285$; Bánh lớn: $192 \le \text{HB} \le 240$ |
| Vật liệu trục | Thép 45 thường hóa | $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$, $[\tau] = (15...30)\text{ MPa}$ |
| Khớp nối ra | Nối trục vòng đàn hồi | Mô men xoắn danh định $T = 1000\text{ Nm}$, đường kính trục nối $d = 55\text{ mm}$ |
Nội dung chính theo từng chương
Phần I: Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền
Nội dung chương tập trung xác lập các thông số động học và động lực học cơ bản cho toàn bộ trạm dẫn động:
- Tính công suất công tác và công suất tương đương:
- Lực kéo: $P = 460\text{ kG} = 4512,6\text{ N}$; Vận tốc: $v = 1,3\text{ m/s}$.
- Công suất làm việc trên trục tang: $P_{lv} = \frac{P \cdot v}{1000} = \frac{460 \cdot 9,81 \cdot 1,3}{1000} \approx 5,98\text{ kW}$.
- Do phụ tải thay đổi theo chu kỳ $8\text{ giờ}$ ($4\text{h}$ ở $100%$, $2\text{h}$ ở $60%$, $2\text{h}$ ở $40%$), công suất tính toán tương đương trên trục máy công tác đạt: $$P_{tđ} = \sqrt{\frac{P_1^2 t_1 + P_2^2 t_2 + P_3^2 t_3}{t_1 + t_2 + t_3}} = \sqrt{\frac{5,98^2 \cdot 4 + (0,6 \cdot 5,98)^2 \cdot 2 + (0,4 \cdot 5,98)^2 \cdot 2}{8}} = 4,746\text{ kW}$$
- Hiệu suất chung của hệ dẫn động: Tính toán qua hiệu suất các bộ phận ($\eta_đ = 0,955$, $\eta_{br} = 0,97$, $\eta_{ol} = 0,99$, $\eta_{kn} = 1$), xác định $\eta_{\Sigma} = 0,877$. Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{P_{tđ}}{\eta_{\Sigma}} = \frac{4,746}{0,877} \approx 5,41\text{ kW}$.
- Chọn động cơ điện: Chọn kiểu động cơ K132M2 có công suất định mức $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 2900\text{ vg/ph}$.
- Phân phối tỉ số truyền:
- Số vòng quay trục công tác: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,3}{\pi \cdot 400} = 62,07\text{ vg/ph}$.
- Tỉ số truyền tổng: $u_{\Sigma} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{2900}{62,07} = 46,72$.
- Phân chia tỉ số truyền: Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 12$ ($u_1 = 4,05$ cho cấp nhanh; $u_2 = 2,97$ cho cấp chậm); tỉ số truyền bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) $u_đ = \frac{46,72}{12} = 3,893$.
- Bảng tổng hợp động học và mô men xoắn trên các trục:
| Đại lượng / Trục | Trục động cơ | Trục I (Hộp giảm tốc) | Trục II (Trung gian) | Trục III (Trục ra) | Trục công tác (IV) |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 5,41 | 5,16 | 4,97 | 4,78 | 4,746 |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) | 2900 | 744,93 | 183,93 | 61,93 | 61,93 |
| Tỉ số truyền $u$ | - | $u_đ = 3,893$ | $u_1 = 4,05$ | $u_2 = 2,97$ | $u_{kn} = 1$ |
| Mô men xoắn $T$ (Nmm) | 17812,6 | 66151,53 | 258051,97 | 737106,41 | 737106,41 |
Phần II: Thiết kế các bộ truyền ngoài (Bộ truyền đai)
Thiết kế bộ truyền đai thang nối giữa trục động cơ và trục I của hộp giảm tốc:
- Đường kính bánh đai nhỏ: Chọn theo tiêu chuẩn $d_1 = 140\text{ mm}$; vận tốc đai $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_{đc}}{60000} = \frac{\pi \cdot 140 \cdot 2900}{60000} = 21,25\text{ m/s} < [v_{\max}] = 25\text{ m/s}$.
- Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = d_1 \cdot u_đ \cdot (1 - \varepsilon) \approx 560\text{ mm}$ (với hệ số trượt tương đối $\varepsilon = 0,01$). Tỉ số truyền thực tế $u_t = 4,0$, sai lệch tỉ số truyền $\Delta u = 2,7% < 4%$.
- Chiều dài đai và khoảng cách trục: Sơ bộ chọn $a = 0,95 d_2 = 532\text{ mm}$; chiều dài đai tính toán chọn theo tiêu chuẩn $L = 2240\text{ mm}$. Nghiệm số lần uốn trong $1\text{ giây}$: $i = \frac{v}{L} = \frac{21,25}{2,24} \approx 9,48\text{ s}^{-1} < [i_{\max}] = 10\text{ s}^{-1}$. Khoảng cách trục tính lại $a = 528,8\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 134,72^\circ > 120^\circ$.
- Số đai và lực căng: Xác định số đai $z = 2$; lực căng ban đầu tác dụng lên trục $F_r = 649,5\text{ N}$.
Chương 2: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng hai cấp
1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
- Cả hai cấp sử dụng phôi thép 45 tôi cải thiện. Bánh răng nhỏ đạt độ rắn $241 \dots 285\text{ HB}$ ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$); bánh lớn đạt độ rắn $192 \dots 240\text{ HB}$ ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 480\text{ MPa}$).
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: Cấp nhanh $[\sigma_H]_1 = 484,5\text{ MPa}$; Cấp chậm $[\sigma_H]_2 = 500\text{ MPa}$.
- Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 289,7\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 276,93\text{ MPa}$.
2. Tính toán bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng nghiêng phân đôi)
- Cấp nhanh được thiết kế theo sơ đồ phân đôi công suất thành 2 nửa đối xứng, mô men xoắn tính toán trên mỗi nửa bánh răng: $T_1' = \frac{66151,53}{2} = 33075,765\text{ Nmm}$.
- Khoảng cách trục xác định sơ bộ: $a_w = 140\text{ mm}$, mô đun pháp $m = 2,5\text{ mm}$.
- Số răng: $z_1 = 18$, $z_2 = 73$, tổng số răng $z_t = 91$. Góc nghiêng chính xác $\beta = 35,65^\circ$, tỉ số truyền thực tế $u_1 = 4,055$. Chiều rộng vành răng mỗi nửa $b_{w1} = 42\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền:
- Ứng suất tiếp xúc sinh ra: $\sigma_H = 372\text{ MPa} < [\sigma_H] = 484,5\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Ứng suất uốn sinh ra: $\sigma_{F1} = 44,37\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 42\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$ (thỏa mãn).
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{H\max} = 62\text{ MPa} < [\sigma_H]{\max}$; $\sigma{F\max} = 58,8\text{ MPa} < [\sigma_F]_{\max}$.
3. Tính toán bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng)
- Khoảng cách trục chuẩn hóa: $a_w = 183,75\text{ mm}$, mô đun $m = 2,5\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$.
- Số răng: $z_1 = 37$, $z_2 = 110$, tổng số răng $z_t = 147$. Tỉ số truyền thực tế $u_2 = 2,973$. Chiều rộng vành răng $b_{w2} = 72\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền:
- Ứng suất tiếp xúc sinh ra: $\sigma_H = 471\text{ MPa} < [\sigma_H] = 500\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Ứng suất uốn sinh ra: $\sigma_{F1} = 94,5\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 92,4\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$ (thỏa mãn).
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{H\max} = 132,3\text{ MPa}$; $\sigma_{F\max} = 129,36\text{ MPa}$ đều nhỏ hơn giới hạn cho phép.
4. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu
Theo giáo trình Cơ sở thiết kế máy (Nguyễn Hữu Lộc), độ chênh lệch mức dầu yêu cầu $h_{\max} - h_{\min} = 10 \dots 15\text{ mm}$. Tính toán chênh lệch bán kính đỉnh bánh răng cấp chậm và cấp nhanh: $H = \frac{d_{a2} - h_2}{2} - 10 = \frac{224 - 10}{2} - 10 = 92\text{ mm} > \frac{d_{a4}}{3} = 91,6\text{ mm}$, xác nhận hệ thống hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu chung cho cả hai cấp.
Chương 3: Tính toán, thiết kế trục và vẽ kết cấu trục
1. Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có $[\tau] = (15 \dots 30)\text{ MPa}$. Đường kính sơ bộ xác định theo mô men xoắn thuần túy:
- Trục I: $d_{sb1} = \sqrt[3]{\frac{T_1}{0,2 [\tau]}} = \sqrt[3]{\frac{66151,53}{0,2 \cdot 23}} = 24,3\text{ mm} \rightarrow$ Chọn ngõng lắp ổ $d_1 = 25\text{ mm}$, bề rộng ổ $b_{01} = 17\text{ mm}$.
- Trục II: $d_{sb2} = \sqrt[3]{\frac{258051,97}{0,2 \cdot 23}} = 38\text{ mm} \rightarrow$ Chọn ngõng lắp ổ $d_2 = 40\text{ mm}$, bề rộng ổ $b_{02} = 23\text{ mm}$.
- Trục III: $d_{sb3} = \sqrt[3]{\frac{737106,41}{0,2 \cdot 23}} = 54,3\text{ mm} \rightarrow$ Chọn ngõng lắp ổ $d_3 = 55\text{ mm}$, bề rộng ổ $b_{03} = 29\text{ mm}$.
2. Tính toán nối trục vòng đàn hồi
Nối trục đàn hồi lắp tại đầu ra trục III chịu mô men xoắn $T_3 = 737,1\text{ Nm}$. Tra bảng tiêu chuẩn 16.10a chọn khớp nối có mô men danh định $T = 1000\text{ Nm}$, đường kính ngoài $D = 210\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$, ren chốt M12. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập vòng cao su $\sigma_d \le [\sigma]_d = 3\text{ MPa}$ và độ bền uốn của chốt $\sigma_u \le [\sigma]_u = 70\text{ MPa}$ đều thỏa mãn.
3. Phân tích lực tác dụng và tính toán kết cấu trục
Phân tích các thành phần lực tác dụng từ bộ truyền đai ($F_r = 649,5\text{ N}$), bộ truyền bánh răng nghiêng phân đôi ($F_{t1} = 1194\text{ N}$, $F_{r1} = 657,9\text{ N}$, $F_{a1} = 856,4\text{ N}$), bộ truyền bánh răng thẳng ($F_{t2} = 5579,5\text{ N}$, $F_{r2} = 2030,6\text{ N}$) và lực từ khớp nối đàn hồi ($F_{kn} = 1755\text{ N}$).
| Vị trí tiết diện trục | Đường kính kết cấu (mm) | Mô men uốn tổng $M$ (Nmm) | Mô men xoắn $T$ (Nmm) | Hệ số an toàn mỏi $s$ | Kết luận kiểm nghiệm |
|---|---|---|---|---|---|
| Trục I (Tiết diện C) | $d = 28$ | 95757 | 66151,53 | $s = 2,78 \ge [s] = 1,5 \dots 2,5$ | Đạt độ bền mỏi |
| Trục II (Tiết diện B, D) | $d = 40$ | 229056 | 258051,97 | $s = 3,65 \ge [s] = 1,5 \dots 2,5$ | Đạt độ bền mỏi |
| Trục II (Tiết diện C) | $d = 50$ | 420169 | 258051,97 | $s > [s]$ | Đạt độ bền mỏi |
| Trục III (Tiết diện C) | $d = 60$ | Lớn nhất tại vị trí lắp bánh răng | 737106,41 | $s > [s]$ | Đạt độ bền mỏi |
Chương 4: Tính toán ổ lăn và then
- Kiểm nghiệm then: Sử dụng then bằng lắp tại các vị trí truyền mô men xoắn giữa trục và may-ơ (bánh đai, bánh răng, khớp nối). Kiểm nghiệm theo ứng suất dập $\sigma_d = \frac{2 T}{d \cdot l_t \cdot (h - t_1)} \le [\sigma_d]$ và ứng suất cắt $\tau_c = \frac{2 T}{d \cdot l_t \cdot b} \le [\tau_c]$ trên cả ba trục I, II, III đều đáp ứng điều kiện làm việc bền vững.
- Tính chọn ổ lăn: Chọn ổ bi đỡ - chặn / ổ bi đỡ một dãy cho các ngõng trục theo đường kính trục ($d_1 = 25\text{ mm}$, $d_2 = 40\text{ mm}$, $d_3 = 55\text{ mm}$). Lựa chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép tiêu chuẩn tại vị trí ngõng trục và lỗ thân hộp theo tiêu chuẩn lắp ghép kỹ thuật cơ khí.
Chương 5: Thiết kế kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ
Xác định kích thước hình học vỏ hộp đúc gang: chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, đường kính bu-lông nền, bu-lông nắp ổ, bu-lông ghép thân và nắp; bố trí nút thông hơi, que thăm dầu, nút tháo dầu, mắt quan sát mức dầu và các nắp ổ đảm bảo khả năng bôi trơn, làm kín, tản nhiệt và tháo lắp bảo dưỡng định kỳ.
Kết quả và đóng góp
- Kết quả tính toán kỹ thuật: Thiết kế hoàn chỉnh trạm dẫn động băng tải 2 ca/ngày với công suất động cơ $5,5\text{ kW}$, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp có tỉ số truyền $u_h = 12$ kết hợp bộ truyền đai ngoài $u_đ = 3,893$, vận hành êm ái với tổng sai số vận tốc $\Delta v = 2,7%$ (nằm trong giới hạn cho phép $\le 5%$).
- Tính kinh tế và kích thước nhỏ gọn: Việc áp dụng sơ đồ phân đôi công suất ở cấp nhanh giúp giảm tải trọng tác dụng lên từng nửa bánh răng nghiêng ($b_w = 42\text{ mm}$), triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ trung gian và giảm kích thước đường kính trục hộp giảm tốc ($d_1 = 25\text{ mm}, d_2 = 40\text{ mm}, d_3 = 55\text{ mm}$).
- Độ tin cậy vận hành: Tất cả các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền quá tải, độ bền mỏi trục và độ bền dập then đều có hệ số an toàn lớn hơn mức cho phép tiêu chuẩn, bảo đảm tuổi thọ 5 năm ($10.000\text{ giờ}$ làm việc).
Hạn chế và phạm vi ứng dụng
- Hạn chế: Các tính toán kết cấu cơ khí dựa trên phương pháp giải tích truyền thống kết hợp tra bảng thực nghiệm, chưa áp dụng mô phỏng số phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích tập trung ứng suất tại các góc lượn trục hoặc biến dạng nhiệt của vỏ hộp khi vận hành lâu dài.
- Phạm vi ứng dụng: Hệ thống được tính toán chuyên biệt cho trạm dẫn động băng tải công suất trung bình tải trọng va đập nhẹ, vận hành một chiều cố định; chưa tối ưu hóa cho các hệ thống đòi hỏi đảo chiều liên tục hoặc tải trọng xung kích nặng.
Giá trị tham khảo
Bản thuyết minh đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo cao đối với:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử: Dùng làm mẫu chuẩn cho việc thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy / Thiết kế hệ dẫn động cơ khí và Đồ án tốt nghiệp.
- Kỹ sư thiết kế cơ khí: Tham khảo quy trình phân tích lực, tính toán độ mỏi trục phức tạp theo mô men uốn - xoắn không gian, quy trình kiểm nghiệm ăn khớp bánh răng phân đôi và kiểm tra bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc hai cấp.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện nào được lựa chọn và căn cứ vào đâu?
Động cơ được chọn là động cơ 3 pha K132M2 với công suất $5,5\text{ kW}$, số vòng quay $2900\text{ vg/ph}$, $\cos\varphi = 0,93$, hiệu suất $85%$. Căn cứ lựa chọn dựa trên công suất cần thiết tính toán tương đương $P_{ct} = 5,41\text{ kW}$ và phân phối số vòng quay sơ bộ của hệ thống.
2. Thông số hình học chính của bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm là bao nhiêu?
- Cấp nhanh (bánh răng nghiêng phân đôi): Khoảng cách trục $a_w = 140\text{ mm}$, mô đun $m = 2,5\text{ mm}$, $z_1 = 18$, $z_2 = 73$, góc nghiêng $\beta = 35,65^\circ$, bề rộng vành răng $b_w = 42\text{ mm}$.
- Cấp chậm (bánh răng trụ thẳng): Khoảng cách trục $a_w = 183,75\text{ mm}$, mô đun $m = 2,5\text{ mm}$, $z_1 = 37$, $z_2 = 110$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$, bề rộng vành răng $b_w = 72\text{ mm}$.
3. Khớp nối trục đầu ra sử dụng loại gì và khả năng chịu tải thế nào?
Sử dụng nối trục vòng đàn hồi tra theo bảng 16.10a lắp trên trục III ($d = 55\text{ mm}$), có mô men xoắn danh định $T = 1000\text{ Nm}$, đảm bảo truyền tải an toàn mô men xoắn công tác $T_3 = 737,1\text{ Nm}$ và giảm chấn động cho động cơ khi khởi động hoặc va đập nhẹ.
4. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc được thỏa mãn như thế nào?
Kiểm tra hiệu số bán kính đỉnh răng giữa hai cấp $H = 92\text{ mm} > \frac{d_{a4}}{3} = 91,6\text{ mm}$ kết hợp khoảng chênh lệch mức dầu $h_{\max} - h_{\min} = 10 \dots 15\text{ mm}$, bảo đảm cả hai cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều được ngâm dầu đúng mức cho phép mà không bị ngập quá sâu gây tổn thất công suất do cản dầu.
Kết luận
Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán tính toán thiết kế kỹ thuật trạm dẫn động băng tải công suất $5,5\text{ kW}$ theo Đề số III với độ chính xác cao về động học và động lực học. Hệ thống sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi giúp phân bố tải trọng đồng đều, tối ưu hóa kích thước kết cấu và triệt tiêu lực dọc trục hiệu quả. Toàn bộ các thông số bánh răng, trục, then, ổ lăn và khớp nối đều đạt các tiêu chuẩn bền cơ học theo quy chuẩn thiết kế máy hiện hành.